轉(zhuǎn)盤軸承螺栓安裝孔有限元分析*

，，

(1.遼寧機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院 自動(dòng)控制工程系，遼寧 丹東 118009；2.瓦房店軸承集團(tuán)有限責(zé)任公司，遼寧 大連 116300)

0 引言

轉(zhuǎn)盤軸承是一種大型滾動(dòng)軸承，與普通軸承相比，具有尺寸大、承受著多方向的力與傾覆力矩作用等特點(diǎn)。本文所設(shè)計(jì)的軸承，應(yīng)用在海上石油機(jī)械上，處于海下環(huán)境,對(duì)軸承的安全性和尺寸精度有很高的要求。傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)盤軸承設(shè)計(jì)一般采用經(jīng)驗(yàn)法，本文所設(shè)計(jì)的三排圓柱滾子式轉(zhuǎn)盤軸承，采用經(jīng)驗(yàn)法與有限元分析法相結(jié)合。在利用經(jīng)驗(yàn)法設(shè)計(jì)出轉(zhuǎn)盤軸承基本結(jié)構(gòu)、保證安全性的基礎(chǔ)上，用有限元方法對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承的螺栓安裝孔進(jìn)行靜力分析，驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性。兩種方法的結(jié)合可以提高轉(zhuǎn)盤軸承的設(shè)計(jì)效率和降低軸承的設(shè)計(jì)與制造成本，使軸承在滿足承載能力的要求下，還符合綠色化的要求，同時(shí)，也為其它軸承的設(shè)計(jì)和改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

1 軸承設(shè)計(jì)

圖1 軸承結(jié)構(gòu)

根據(jù)客戶提供的載荷、使用場(chǎng)合及與軸承的連接結(jié)構(gòu)，采用三排圓柱滾子式轉(zhuǎn)盤軸承。該類軸承主要應(yīng)用于負(fù)荷較大的場(chǎng)合中，其中，兩個(gè)方向的軸向力以及傾覆力矩主要由上下兩排水平滾子承受，徑向力則由垂直布置的第三排滾子承受。因此類軸承滾道接觸形式為線接觸，接觸應(yīng)力很低，變形量(包括端面變形量)很小，故承載能力很高。軸承內(nèi)外圈材料采用42CrMo[4]，調(diào)質(zhì)處理，硬度：240-290 HB，滾子采用GCr15SiMn,鑄鋁隔離環(huán)，滾道表面進(jìn)行表面淬火，硬度53-60 HRC，有效硬化層深度，軸向不低于5 mm，徑向不低于3 mm。軸承內(nèi)部填充潤(rùn)滑脂。為了防止軸承內(nèi)部潤(rùn)滑脂泄露，及外部海水和其他雜質(zhì)的進(jìn)入，兩個(gè)外圈連接處采用兩個(gè)O型圈密封。內(nèi)外圈采用單獨(dú)設(shè)計(jì)的密封圈進(jìn)行密封，此密封圈帶有復(fù)唇，可提高密封效果[5]。軸承設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

2 軸承分析模型

圖2 軸承網(wǎng)格模型

使用分析軟件ANSYS12.0對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承進(jìn)行靜力分析。首先要建立軸承的有限元分析模型，獲得分析模型的方法主要有3種途徑：實(shí)體建模、直接建模和利用軟件提供的數(shù)據(jù)接口從其他CAD系統(tǒng)中導(dǎo)入實(shí)體模型。本文采用Pro/e軟件進(jìn)行建模，之后利用數(shù)據(jù)接口將模型導(dǎo)入到ANSYS軟件中。在建模的過程中，將不影響分析結(jié)果的倒角、倒圓等忽略。選擇Solid92單元進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，此單元為三維實(shí)體10節(jié)點(diǎn)四面體單元，是帶有中節(jié)點(diǎn)的二次單元。

軸承的材料為42CrMo，在材料屬性中輸入材料的彈性模量為“2.12e11”、泊松比為“0.28”，采用自由網(wǎng)格劃分，得到軸承的有限元網(wǎng)格模型如圖2所示。

3 軸承模型加載

轉(zhuǎn)盤軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，受到軸向力、徑向力以及傾覆力矩作用，力及力矩通過螺栓施加到螺栓孔壁上，由于轉(zhuǎn)盤軸承的受力分析比較復(fù)雜，通過合理的簡(jiǎn)化，我們采取極限應(yīng)力進(jìn)行分析，分析針對(duì)內(nèi)圈螺栓孔壁。

為了分析螺栓孔內(nèi)壁的厚度是否滿足要求，根據(jù)模擬的實(shí)際情況，將內(nèi)圈徑向滾子的接觸面進(jìn)行全約束。

根據(jù)客戶提供的載荷，將最具有破壞力情況的載荷進(jìn)行等效加載，此時(shí)力的大小為：495 kN。

圖3 軸承約束與加載圖

為了模擬實(shí)際的情況，將等效的壓強(qiáng)加載到一個(gè)安裝孔的半側(cè)面上。將力等效為壓強(qiáng)，可以得到：P=131.2 MPa。將等效的壓強(qiáng)加載到模型中，得到約束和加載圖如圖3所示。

4 計(jì)算分析

從計(jì)算結(jié)果中提取模型的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力云圖如圖4所示,單元應(yīng)力云圖如圖5所示。

圖4 軸承節(jié)點(diǎn)應(yīng)力圖

圖5 軸承單元應(yīng)力圖

從分析結(jié)果中看出，軸承最大節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力為：236.723 MPa，最大單元等效應(yīng)力為：264.385 MPa，而42CrMo的許用應(yīng)力310 MPa。所以螺栓孔壁厚滿足要求，并且具有一定的優(yōu)化空間。

5 結(jié)論

本文通過軸承的設(shè)計(jì)與分析得到如下結(jié)論：

1)根據(jù)軸承的使用場(chǎng)合、載荷大小等要求，設(shè)計(jì)了三排圓柱滾子式轉(zhuǎn)盤軸承。

2)利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)轉(zhuǎn)盤軸承的螺栓安裝孔進(jìn)行了靜力學(xué)分析。通過分析，得到了最大應(yīng)力的部位和數(shù)值。

3)通過ANSYS驗(yàn)證了經(jīng)驗(yàn)法設(shè)計(jì)軸承的合理性。

4)分析結(jié)果，為軸承設(shè)計(jì)以及與其相鄰裝配零部件的進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了科學(xué)的參考依據(jù)。

[1] 徐立民，陳卓.回轉(zhuǎn)支承[M].安徽科學(xué)技術(shù)出版社，1988

[2] 王旭飛，劉菊蓉，戴俊平，等.新型真空油泵活塞的靜態(tài)有限元分析[J].煤礦機(jī)械，2009(12)77-78

[3] 高俊光，丁志勇，郭生龍.采煤機(jī)牽引殼體的有限元分析[J].煤礦機(jī)械，2009(12)70-72

[4] 賈文強(qiáng).風(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承的設(shè)計(jì)[J].機(jī)械工程與自動(dòng)化，2014(4)100-101

[5] 戴天任，趙雁，蘇兆力，等.風(fēng)電轉(zhuǎn)盤軸承常用密封件的選型與安裝[J].軸承，2012(8)56-58

[6] 尚振國(guó)，董惠敏，毛范海，等.具有塑性變形的轉(zhuǎn)盤軸承有限元分析方法[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào)，2011(12)52-55

[7] 陳龍，蓋如友，夏新濤.單排四點(diǎn)接觸球轉(zhuǎn)盤軸承的載荷分布分析[J].哈爾濱軸承，2009(3)1-3

[8] 鄧四二，李興林，汪久根，等.角接觸球軸承摩擦力矩特性研究[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2011(5)114-119

[9] 戴曙.機(jī)床滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊(cè)[M].機(jī)械工業(yè)出版社，1993

[10] 周昌玉,賀小華.有限元分析的基本方法及工程應(yīng)用[M].化學(xué)工業(yè)出版社，2006